路寶汽車制動系統(tǒng)的設計[前盤后鼓式制動器]-微型車【8張CAD圖紙和畢業(yè)論文全套】

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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 第1章 緒　　論 1.1制動系統(tǒng)設計的意義 汽車制動器是汽車制動系統(tǒng)的重要組成部分,是汽車行駛安全的重要部件之一.作為一種新型的制動部件,盤式制動器與傳統(tǒng)的鼓式制動器比較，具有散熱快、重量輕 、構造簡單、調整方便、制動效果穩(wěn)定、熱穩(wěn)定性好、耐高溫性能好等優(yōu)勢，隨著高速公路發(fā)展和車流密度增大，出現了頻繁的交通事故。而盤式制動器，尤其是浮動鉗盤式制動器以其優(yōu)越的制動性能已得到了汽車制造廠家及用戶的極大關注，有著非常好的發(fā)展前景。從汽車誕生時起，車輛制動系統(tǒng)在車輛的安全方面就扮演著至關重要的角色。近年來，隨著車輛技術的進步和汽車行駛速度的提高，這種重要性表現得越來越明顯。眾多的汽車工程師在改進汽車制動性能的研究中傾注了大量的心血。目前關于汽車制動的研究主要集中在制動控制方面，包括制動控制的理論和方法，以及采用新的技術。 汽車制動系是用以強制行駛中的汽車減速或停車、使下坡行駛的汽車的車速保持穩(wěn)定以及使已停駛的汽車在原地（包括在斜坡上）駐留不動的機構。隨著高速公路的迅速發(fā)展和車速的提高以及車流密度的日益增大，為了保證行車安全、停車可靠，汽車制動系的工作可靠性顯得日益重要。也只有制動性能良好、制動系統(tǒng)工作可靠的汽車，才能充分發(fā)揮其動力性能作為制動系重要組成部分之一的制動器在我國發(fā)展前景廣闊，目前乘用車主要采用前盤后鼓式和全盤式制動器，20%的乘用車采用前盤后鼓式制動器，商用車主要采用全鼓式制動器，只有高檔客車和有特殊需求的車輛才采用前盤后鼓式制動器和全盤式制動器。隨著對汽車制動性能的提高，越來越多的先進電子制動技術得到采用。 制動器作為制動系中直接作用制約汽車運動的一個關健裝置，車輪制動器主要用作行車制動裝置，有的也兼作駐車制動之用，而中央制動器則僅用于駐車制動，當然也可起應急制動的作用。汽車制動器按其在汽車上的位置分為車輪制動器和中央制動器，前者是安裝在車輪處，后者則安裝在傳動系的某軸上。制動器是將汽車的動能以摩擦方式轉化為熱能并加以吸收的機構，不僅要按產生足夠的制動力的條件，還要按能量容量和磨損壽命足夠的條件來確定制動器。為確保制動穩(wěn)定性可靠，熱穩(wěn)定性好，壽命長，造價低，現今的制動器產品無論從性能、結構方面，還是生產制造方式和操縱控制方面，都在發(fā)生著諸多的變化。它們大大地優(yōu)化了制動器各方面的性能，從某種程度上看,這些變化也反映了汽車制動器的發(fā)展方向。制動器主要有摩擦式、液力式和電磁式等幾種形式。電磁式制動器雖有作用滯后性好、易于連接而且街頭可靠等優(yōu)點，但因成本高，只在一部分總質量較大的商用車用車輪制動器或緩速器；液力式制動器一般只用作緩速器。目前廣泛使用的仍為摩擦式制動器。在國內主要從事鼓式制動器總成的企業(yè)有萬向錢潮、亞太機電、重慶紅宇等一些企業(yè)。2004年前八家企業(yè)產量集中度達到85.4%。隨著近幾年汽車盤式制動器的發(fā)展，液壓鼓式制動器目前只在一些比較低檔的經濟型轎車上在使用。根據慧聰汽車市場研究所最新的統(tǒng)計表明，2008年1～7月，我國乘用車中剎車制動器用鼓式制動器只占20%，并且鼓式制動器目前已經徹底退出前輪制動。自2000年以來，我國盤式制動器市場需求增長速度發(fā)展非?？?。從中國汽車工業(yè)協會統(tǒng)計的情況來看，2000年我國盤式制動器的產量只有57.58萬套，到2004年迅速增長到468.72萬套，增長7倍多，年平均增長率高達68.9%，2007年增長至1000萬套。過去5年里，我國盤式制動器應用的增長非常迅速。 汽車制動器按其在汽車上的位置分為車輪制動器和中央制動器，前者是安裝在車輪處，后者則安裝在傳動系的某軸上，例如變速器第二軸的后端或傳動軸的前端。摩擦式制動器按其旋轉元件的形狀又可分為鼓式和盤式兩大類。 鼓式制動器又分為內張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器。內張型鼓式制動器的固定摩擦元件是一對帶有摩擦蹄片的制動蹄，后者又安裝在制動底板上，而制動底板則又緊固于前梁或后橋殼的突緣上(對車輪制動器)或變速器殼或與其相固定的支架上(對中央制動器)；其旋轉摩擦元件為固定在輪轂上或變速器第二軸后端的制動鼓，并利用制動鼓的圓柱內表面與制動蹄摩擦片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產生摩擦力矩，故又稱為蹄式制動器。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶；其旋轉摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外圓柱表面和制動帶摩擦片的內圓弧面作為一對摩擦表面，產生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器。在汽車制動系中，帶式制動器曾僅用作某些汽車的中央制動器，現代汽車已很少采用。由于外束型鼓式制動器通常簡稱為帶式制動器，而且在汽車上已很少采用，所以內張型鼓式制動器通常簡稱為鼓式制動器，而通常所說的鼓式制動器即是指這種內張型鼓式結構。 盤式制動器的旋轉元件是一個垂向安放且以兩側面為工作面的制動盤，其固定摩擦元件一般是位于制動盤兩側并帶有摩擦片的制動塊。當制動盤被兩側的制動塊夾緊時，摩擦表面便產生作用于制動盤上的摩擦力矩。盤式制動器常用作轎車的車輪制動器，也可用作各種汽車的中央制動器。車輪制動器主要用作行車制動裝置，有的也兼作駐車制動之用；而中央制動器則僅用于駐車制動，當然也可起應急制動的作用。 隨著我國汽車工業(yè)技術的發(fā)展,特別是轎車工業(yè)的發(fā)展,合資企業(yè)的引進，國外先進技術的進入，汽車上采用盤式制動器配置正逐步在我國形成規(guī)模。特別是在提高整車性能、保障安全、提高乘車者的舒適性等方面都發(fā)揮了很大的作用, 預計未來幾年，隨著我國公路交通條件的改善，高等級公路的發(fā)展，新法則要求的實施，車輛性能的不斷提高，盤式制動器作為新型的能提高汽車主動安全性的產品將會得到快速的推廣和應用，有著廣闊市場前景?，F在汽車盤式制動器的研究和開發(fā)應注重的問題主要是：提高制動器的制動效能、防止塵污和銹蝕、減輕重量、簡化結構、降低成本、向電子報警和智能化系統(tǒng)的發(fā)展，以及實用性更強與壽命更長等。 1.2制動系統(tǒng)研究現狀 汽車是現代交通工具中用得最多、最普遍，也是最方便的交通運輸工具。汽車制動系是汽車底盤上的一個重要系統(tǒng),它是制約汽車運動的裝置。汽車的制動性能直接影響汽車的行駛安全性。隨著公路業(yè)的迅速發(fā)展和車流密度的日益增大,人們對安全性、可靠性要求越來越高，為保證人身和車輛的安全，必須為汽車配備十分可靠的制動系統(tǒng)。 雖然近幾年從德國大眾、法國雷諾、美國通用等國外汽車引進了轎車，不少零配件的國產率也比較高，但引進的主要是總成和零配件，沒有引進開發(fā)技術，至于輕型客貨車的開發(fā)技術引進就更少了，所以我國自行開發(fā)輕型客貨車及其轎車的能力，跟汽車發(fā)達國家相比差距還是很大。近年來我國出版過很多汽車制動方面的著作，但是從數量上還是不能滿足汽車工業(yè)發(fā)展的要求。特別是在汽車制動器的開發(fā)和設計方面與發(fā)達國家相差很大，許多尖端技術還不能了解。所以對于研究設計制動器來說，在我國有著非常重要的影響。 哈飛路寶是哈飛汽車繼哈飛中意之后與意大利Pininfarina公司聯合設計開發(fā)的一款兩廂五門轎車,其特點:車身小巧、內飾外觀精美、安全性能高、動力強勁、油耗低，排放根據需求可分別達到歐洲Ⅱ號與歐洲Ⅲ號標準。路寶汽車制動器是前輪盤式制動器，后輪鼓式制動器，相比四輪都采用盤式制動器，這種設計方式初衷是使其更經濟。因為對路寶汽車的消費人群來說，選路寶本身就因為其優(yōu)秀的性價比，所以需要為其設計經濟實用的制動器。 通過制動器的結構型式和設計參數對汽車安全性有直接影響.因此,制動器型式選擇、設計參數選擇及設計計算對汽車的整車設計極其重要。通過制動器設計熟悉汽車總成和零件設計。 1.3制動系統(tǒng)設計內容 （1）研究、確定制動制動驅動形式。 （2）研究、確定制動系統(tǒng)的構成 1）設計制動系統(tǒng)示意圖。 2）駐車制動采用的形式。 3）是否需要有輔助制動。 （3）汽車必需制動力及其前后分配的確定 。 （4） 確定制動器制動力、摩擦片壽命及構造、參數。 （5） 制動器零件設計及作圖。 （6） 制動操縱系統(tǒng)設計。 （7） 管路設計及布置 第2章 制動系統(tǒng)總體方案設計 汽車制動系統(tǒng)總體方案設計，主要涉及制動器的結構型式選擇，制動驅動機構的結構型式選擇，制動管路布置結構型式的選擇等三個方面。本章將就這三個方面的問題進行分析論證。 2.1 制動器的結構型式的選擇 車輪制動器主要用于行車制動系統(tǒng)，有時也兼作駐車制動之用。制動器主要有摩擦式、液力式、和電磁式等三種形式。電磁式制動器雖有作用滯后性好、易于連接而且接頭可靠等優(yōu)點，但因成本太高，只在一部分總質量較大的商用車上用作車輪制動器或緩速器；液力式制動器一般只用緩速器。目前廣泛使用的仍為摩擦式制動器[2]。 摩擦式制動器按摩擦副結構不同，可以分為鼓式、盤式和帶式三種。帶式只用于中央制動器；鼓式和盤式應用最為廣泛。鼓式制動器廣泛應用于商用車，同時鼓式制動器結構簡單、制造成本低。 鼓式制動器又分為內張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器。內張型鼓式制動器的固定摩擦元件是一對帶有摩擦蹄片的制動蹄，后者又安裝在制動底板上，而制動底板則又緊固于前梁或后橋殼的凸緣上(對車輪制動器)或變速器殼或與其相固定的支架上(對中央制動器)；其旋轉摩擦元件為固定在輪轂上或變速器第二軸后端的制動鼓，并利用制動鼓的圓柱內表面與制動蹄摩擦片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產生摩擦力矩，故又稱為蹄式制動器。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶；其旋轉摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外圓柱表面和制動帶摩擦片的內圓弧面作為一對摩擦表面，產生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器?，F外束型鼓式制動器主要用于中央制動器的設計[1]。 相對于鼓式制動器盤式制動器具有以下優(yōu)點： （1）熱穩(wěn)定性好； （2）水穩(wěn)定性好； （3）制動穩(wěn)定性好； （4）制動力矩與汽車前進和后退等行駛狀態(tài)無關； （5）在輸出同樣大小的制動力矩的條件下，盤式制動器的結構尺寸和質量比鼓式制動器的要?。? （6）盤式制動器的摩擦襯塊比鼓式制動器的摩擦襯片在磨損后更易更換，結構也比較簡單，維修、保養(yǎng)容易； （7）制動盤與摩擦襯塊間的間隙小，一次縮短了油缸活塞的操作時間，并使驅動機構的力傳動比有增大的可能； （8）制動盤的熱膨脹量不會像制動鼓熱膨脹那樣引起制動踏板行程損失，這也使得間隙自動調整機構的設計可以簡化； （9）易于構成多回路制動驅動系統(tǒng)，使系統(tǒng)有較好的可靠性與安全性，以保證汽車在任何車速下各車輪都能均勻一致地平穩(wěn)制動； （10）能方便地實現制動器磨損報警，能及時地更換摩擦襯片。 作為一款微型車，出于制造維修成本以及制動效能等方面考慮，采用前盤后鼓式制動器。 鼓式制動器可按其制動蹄的受力情況分類(見圖2.1)，它們的制動效能、制動鼓的受力平衡狀況以及車輪旋轉方向對制動效能的影響均不同[2]。 （a） （b） （c） （d） （e） （f） 圖2.1鼓式制動器簡圖 （a）領從蹄式（凸輪張開）；（b）領從蹄式（制動輪缸張開）；（c）雙領蹄式（非雙向，平衡式）； （d）雙向雙領蹄式；（e）單向增力式；（f）雙向增力式 制動蹄按其張開時的轉動方向和制動鼓的旋轉方向是否一致，有領蹄和從蹄之分。制動蹄張開的轉動方向與制動鼓的旋轉方向一致的制動蹄，稱為領蹄；反之，則稱為從蹄。 領從蹄式制動器的效能和效能穩(wěn)定性，在各式制動器中居中游；前進、倒退行駛的制動效果不變；結構簡單，成本低；便于附裝駐車制動驅動機構；易于調整蹄片之間的間隙。因此得到廣泛的應用，特別是用于乘用車和總質量較小的商用車的后輪制動器[2]。路寶總質量較小，因此采用結構簡單，成本低的領從蹄式鼓式制動器。 按摩擦副中的固定摩擦元件的結構來分，盤式制動器分為鉗盤制動器和全盤制動器兩大類。全盤制動器的固定摩擦元件和旋轉元件均為圓盤形，制動時各盤摩擦便面全部接觸。這種制動器的散熱性差，為此，多采用油冷式，結構復雜。 前盤式制動器按制動鉗的結構形式可分為固定鉗盤和浮動鉗盤兩種。其中浮動前盤式制動器只在制動盤的一側裝油缸，其結構簡單，造價低廉，易于布置，結構尺寸緊湊，可將制動器進一步移近輪轂。因此作為路寶車前制動器采用浮動前盤式制動器。 2.2 制動驅動機構的結構型式的方案比較選擇 根據制動力源的不同，制動驅動機構可分為簡單制動、動力制動以及伺服制動三大類型。而力的傳遞方式又有機械式、液壓式、氣壓式和氣壓-液壓式的區(qū)別，如表2.1所示。 表2.1 制動驅動機構的結構型式 制動力源 力的傳遞方式 用途 型式 制動力源 工作介質 型式 工作介質 簡單制動系 （人力制動系） 司機體力 機械式 桿系或鋼絲繩 僅限于駐車制動 液壓式 制動液 部分微型汽車的行車制動 動力制動系 氣壓動力 制動系 發(fā)動機動力 空氣 氣壓式 空氣 中、重型汽車的行車制動 氣壓-液壓式 空氣、制動液 液壓動力 制動系 制動液 液壓式 制動液 伺服制動系 真空伺服 制動系 司機體力與發(fā)動機動力 空氣 液壓式 制動液 轎車，微、輕、中型汽車的行車制動 氣壓 制動系 空氣 液壓伺服 制動系 制動液 簡單制動單靠駕駛員施加的踏板力或手柄力作為制動力源，故亦稱人力制動。其中，又分為機械式和液壓式兩種。機械式完全靠桿系傳力，由于其機械效率低，傳動比小，潤滑點多，且難以保證前、后軸制動力的正確比例和左、右輪制動力的均衡，所以在汽車的行車制動裝置中已被淘汰。但因其結構簡單，成本低，工作可靠(故障少)，還廣泛地應用于中、小型汽車的駐車制動裝置中[2]。 液壓式簡單制動(通常簡稱為液壓制動)用于行車制動裝置。液壓制動的優(yōu)點是：作用滯后時間較短(0.1～0.3s)；工作壓力高(可達10～20MPa)，因而輪缸尺寸小，可以安裝在制動器內部，直接作為制動蹄的張開機構(或制動塊的壓緊機構)，而不需要制動臂等傳動件，使之結構簡單，質量小；機械效率較高(液壓系統(tǒng)有自潤滑作用)。液壓制動的主要缺點是過度受熱后，部分制動液汽化，在管路中形成氣泡，嚴重影響液壓傳輸，使制動系效能降低，甚至完全失效。液壓制動曾廣泛應用在轎車、輕型貨車及一部分中型貨車上[２]。 動力制動即利用發(fā)動機的動力轉化而成，并表現為氣壓或液壓形式的勢能作為汽車制動的全部力源。駕駛員施加于踏板或手柄上的力，僅用于回路中控制元件的操縱。因此，簡單制動中的踏板力和踏板行程之間的反比例關系，在動力制動中便不復存在，從而可使踏板力較小，同時又有適當的踏板行程。 氣壓制動是應用最多的動力制動之一。其主要優(yōu)點為操縱輕便、工作可靠、不易出故障、維修保養(yǎng)方便；此外，其氣源除供制動用外，還可以供其它裝置使用。其主要缺點是必須有空氣壓縮機、貯氣筒、制動閥等裝置，使結構復雜、笨重、成本高；管路中壓力的建立和撤除都較慢，即作用滯后時間較長(0.3s～0.9s)，因而增加了空駛距離和停車距離，為此在制動閥到制動氣室和貯氣筒的距離過遠的情況下，有必要加設氣動的第二級元件——繼動閥(亦稱加速閥)以及快放閥；管路工作壓力低，一般為0.5MPa～0.7MPa，因而制動氣室的直徑必須設計得大些，且只能置于制動器外部，再通過桿件和凸輪或楔塊驅動制動蹄，這就增加了簧下質量；制動氣室排氣有很大噪聲。氣壓制動在總質量8t以上的貨車和客車上得到廣泛應用。由于主、掛車的摘和掛都很方便，所以汽車列車也多用氣壓制動[３]。 用氣壓系統(tǒng)作為普通的液壓制動系統(tǒng)主缸的驅動力源而構成的氣頂液制動，也是動力制動。它兼有液壓制動和氣壓制動的主要優(yōu)點，因氣壓系統(tǒng)管路短，作用滯后時間也較短。但因結構復雜、質量大、成本高，所以主要用在重型汽車上。 全液壓動力制動，用發(fā)動機驅動液壓泵產生的液壓作為制動力源，有閉式(常壓式)與開式(常流式)兩種。 開式(常流式)系統(tǒng)在不制動時，制動液在無負荷情況下由液壓泵經制動閥到貯液罐不斷循環(huán)流動；而在制動時，則借閥的節(jié)流而產生所需的液壓并傳入輪缸。 閉式回路因平時總保持著高液壓，對密封的要求較高，但對制動操縱的反應比開式的快。在液壓泵出故障時，開式的即不起制動作用，而閉式的還有可能利用蓄能器的壓力繼續(xù)進行若干次制動。 全液壓動力制動除了有一般液壓制動系的優(yōu)點以外，還有制動能力強、易于采用制動力調節(jié)裝置和防滑移裝置，即使產生汽化現象也沒有什么影響等好處。但結構相當復雜，精密件多，對系統(tǒng)的密封性要求也較高，目前應用并不廣泛。 各種形式的動力制動在動力系統(tǒng)失效時，制動作用即全部喪失。 伺服制動的制動能源是人力和發(fā)動機并用。正常情況下其輸出工作壓力主要由動力伺服系統(tǒng)產生，在伺服系統(tǒng)失效時，還可以全靠人力驅動液壓系統(tǒng)以產生一定程度的制動力，因而從中級以上的轎車到重型貨車，都廣泛采用伺服制動。 按伺服力源不同，伺服制動有真空伺服制動、空氣伺服制動和液壓伺服制動三類。 真空伺服制動與空氣伺服制動的工作原理基本一致，但伺服動力源的相對壓力不同。真空伺服制動的伺服用真空度(負壓)一般可達0.05MPa～0.07MPa；空氣伺服制動的伺服氣壓一般能達到0.6MPa～0.7MPa，故在輸出力相同的條件下，空氣伺服氣室直徑比真空伺服氣室的小得多。但是，空氣伺服系統(tǒng)其它組成部分卻較真空伺服系統(tǒng)復雜得多。真空伺服制動多用于總質量在1.1t～1.35t以上的轎車和裝載質量在6t以下的輕、中型貨車，空氣伺服制動則廣泛用于裝載質量為6t～12t的中、重型貨車，以及少數幾種高級轎車上。本次設計采用真空助力式伺服制動系統(tǒng)。 2.3 制動管路的多回路系統(tǒng) 為了提高制動驅動機構的工作可靠性，保證行車安全，制動驅動機構至少應有兩套獨立的系統(tǒng)，即應是雙管路的。應將汽車的全部行車制動器的液壓或氣壓管路分成兩個或更多個相互獨立的回路，以便當一個回路失效后，其他完好的回路仍能可靠地工作。根據GB 7258—2004規(guī)定制動系統(tǒng)部分管路失效的情況下，應能有一定的制動力。 （a） （b） （c） （d） （e） 1—雙腔制動主缸；2—雙回路系統(tǒng)的一個分路；3—雙回路的另一分路 圖2.2雙軸汽車液壓雙回路系統(tǒng)的5種分路方案 圖2.2為雙軸汽車的液壓式制動驅動機構的雙回路系統(tǒng)的五種分路方案圖。選擇分路方案時主要是考慮其制動效能的損失程度、制動力的不對稱情況和回路系統(tǒng)的復雜程度等。 圖2.2(a)為前、后輪制動管路各成獨立的回路系統(tǒng)，即一軸對一軸的分路型式，簡稱Ⅱ型。其特點是管路布置最為簡單，可與傳統(tǒng)的單輪缸(或單制動氣室)鼓式制動器相配合，成本較低。在各類汽車上都有采用，但在貨車上用得最廣泛。這一分路方案若后輪制動管路失效，則一旦前輪抱死就會失去轉彎制動能力。對于前驅動的轎車，當前輪管路失效而僅由后輪制動時，制動效能將顯著降低并小于正常情況下的一半，另外由于后橋負荷小于前軸，則過大的踏板力會使后輪抱死導致汽車甩尾。 圖2.2(b)為前、后輪制動管路呈對角連接的兩個獨立的回路系統(tǒng)，即前軸的一側車輪制動器與后橋的對側車輪制動器同屬一個回路，稱交叉型，簡稱X型。其特點是結構也很簡單，一回路失效時仍能保持50%的制動效能，并且制動力的分配系數和同步附著系數沒有變化，保證了制動時與整車負荷的適應性。此時前、后各有一側車輪有制動作用使制動力不對稱，導致前輪將朝制動起作用車輪的一側繞主銷轉動，使汽車失去方向穩(wěn)定性。所以具有這種分路方案的汽車，其主銷偏移距應取負值(至20mm)，這樣，不平衡的制動力使車輪反向轉動，改善了汽車的方向穩(wěn)定性，所以多用于中、小型轎車。 圖2.2(c)的每側前制動器的半數輪缸與全部后制動器輪缸構成一個獨立的回路；而兩前制動器的另半數輪缸構成另一回路?？煽闯墒且惠S半對半個軸的分路型式，簡稱HI型。 圖2.2(e)的兩個獨立的回路均由每個前、后制動器的半數缸所組成，即前、后半個軸對前、后半個軸的分路型式。簡稱HH型。這種型式的雙回路系統(tǒng)的制動效能最好。 HI，LL，HH型的結構均較復雜。LL型與HH型在任一回路失效時，前、后制動力比值均與正常情況下相同，剩余總制動力LL型可達正常值的80%而HH型約為50%左右。HI型單用回路3(見圖2.2(c)，即一軸半)時剩余制動力較大，但此時與LL型一樣，在緊急制動時后輪極易先抱死。 本次設計采用圖2.2(a)所示前、后輪制動管路各成獨立的的Ⅱ回路系統(tǒng)符合了GB 7258—2004對制動管路布置的要求。 2.4 本章小結 本章主要對路寶汽車制動系統(tǒng)的總體設計進行了比較和論證選擇，通過對制動器的結構型式、制動驅動機構的結構型式，制動管路布置的結構型式三個方面對制動系統(tǒng)進行了整體上的選擇。 第3章 制動器設計計算 車輪制動器是行車制動系的重要部件。按GB7258-2004的規(guī)定，行車制動必須作用在車輛的所有的車輪上。 3.1 路寶汽車的主要技術參數 在制動器設計中需預先給定的整車參數如表3.1所示 表3.1 路寶整車參數 已知參數 路寶 軸距L（mm） 2335 整車整備質量（Kg） 895 滿載質量（Kg） 1270 滿載時質心距前軸中心線的距離（mm） 1320 滿載時質心距后軸中心線的距離（mm） 1010 空載時質心高度（mm） 470 滿載時質心高度（mm） 370 車輪工作半徑（m） 0.272 輪 胎 165/65 R13 3.2 制動系統(tǒng)的主要參數及其選擇 3.2.1 同步附著系數 對于前后制動器制動力為固定比值的汽車，只有在附著系數等于同步附著系數的路面上，前、后車輪制動器才會同時抱死，當汽車在不同值的路面上制動時，可能有以下三種情況[4]。 1、當時 制動時總是前輪先抱死，這是一種穩(wěn)定工況，但喪失了轉向能力； 2、當時 制動時總是后輪先抱死，這時容易發(fā)生后軸側滑而使汽車失去方向穩(wěn)定性； 3、當時 制動時汽車前、后輪同時抱死，這時也是一種穩(wěn)定工況，但也喪失了轉向能力。為了防止汽車制動時前輪失去轉向能力和后輪產生側滑，希望在制動過程中，在即將出現車輪抱死但尚無任何車輪抱死時的制動減速度為該車可能產生的最高減速度。分析表明，汽車在同步附著系數的路面上制動（前、后車輪同時抱死）時，其制動減速度為，即，為制動強度。在其他附著系數的路面上制動時，達到前輪或后輪即將抱死的制動強度。這表明只有在的路面上，地面的附著條件才可以得到充分利用。 現代的道路條件大為改善，汽車行駛速度也大為提高，因而汽車因制動時后輪先抱死的后果十分嚴重。由于車速高，它不僅會引起側滑甚至甩尾會發(fā)生掉頭而喪失操縱穩(wěn)定性，因此后輪先抱死的情況是最不希望發(fā)生的，所以各類轎車和一般載貨汽車的值均有增大趨勢。國外有關文獻推薦滿載時的同步附著系數：轎車??；貨車取為宜。參考與同類車型的值，取。 3.2.2 制動力矩分配系數及制動強度 根據選定的同步附著系數，已知： （3.2） 式中：——汽車軸距，mm； ——制動力分配系數； ——滿載時汽車質心距前軸中心的距離； ——滿載時汽車質心距后軸中心的距離； ——滿載時汽車質心高度。 求得： 進而求得：q==0.68??? 3.2.3 制動器最大的制動力矩 為保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性，應合理地確定前、后輪制動器的制動力矩。 最大制動力是在汽車附著質量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的法向力 成正比。所以，雙軸汽車前、后車輪附著力同時被充分利用或前、后輪同時抱死的制動力之比為： （3.3） 式中：——汽車質心離前、后軸的距離； ——同步附著系數； ——汽車質心高度。 制動器所能產生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即 （3.4） 式中：——前軸制動器的制動力，； ——后軸制動器的制動力，； ——作用于前軸車輪上的地面法向反力； ——作用于后軸車輪上的地面法向反力； ——車輪的有效半徑。 對于選取較大值的各類汽車，應從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸的最大制動力矩。當時，相應的極限制動強度，故所需的后軸和前軸制動力矩為 （3.5） （3.6） 式中：——該車所能遇到的最大附著系數； ——制動強度； ——車輪有效半徑。 N?m N?m 單個車輪制動器應有的最大制動力矩為 、的一半，為611.36N?m 和542.14N?m。 3.3 制動器的結構參數 3.3.1 鼓式制動器的結構參數 1、制動鼓直徑 輪胎規(guī)格為165/65 R13??? 輪輞為13in?? 表3.2 制動鼓內徑 輪輞直徑 英寸 12 13 14 15 16 制動鼓內徑 轎車 180 200 240 260 ---- 貨車 220 240 260 300 320 查表3.2得制動鼓內徑D=200mm D==330mm 根據轎車在0.64～0.74之間選取 取=0.64 D=211.2mm， 2、制動蹄摩擦片寬度、制動蹄摩擦片的包角和單個制動器摩擦面積 由《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》的規(guī)定，選取制動蹄摩擦片寬度mm；摩擦片厚度mm。 摩擦襯片的包角通常在范圍內選取，試驗表明，摩擦襯片包角時磨損最小，制動鼓的溫度也最低，而制動效能則最高。再減小雖有利于散熱，但由于單位壓力過高將加速磨損。包角也不宜大于，因為過大不僅不利于散熱，而且易使制動作用不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。 綜上所述選取領蹄，從蹄 單個制動器摩擦面積： （3.7） 式中：——單個制動器摩擦面積，mm2 ——制動鼓內徑，mm； ——制動蹄摩擦片寬度，mm； ——分別為兩蹄的摩擦襯片包角，（）。 cm2 表3.3 制動器襯片摩擦面積 汽車類別 汽車總質量t 單個制動器摩擦面積cm2 轎車 客車與貨車 （多為） （多為） 由表3.3數據可知設計符合要求。 圖3.1鼓式制動器的主要幾何參數 3、摩擦襯片起始角 摩擦襯片起始角如圖3.1所示。通常是將摩擦襯片布置在制動蹄外緣的中央，并令。 領蹄包角 從蹄包角 4、張開力的作用線至制動器中心的距離 在滿足制動輪缸布置在制動鼓內的條件下，應使距離（見圖3.4）盡可能地大，以提高其制動效能。初步設計時可暫取，根據設計時的實際情況取mm 5、制動蹄支銷中心的坐標位置與 如圖3.4所示，制動蹄支銷中心的坐標尺寸盡可能地小設計時常取mm，以使盡可能地大，初步設計可暫取，根據設計的實際情況取mm。 6、摩擦片摩擦系數 選擇摩擦片時，不僅希望起摩擦系數要高些，而且還要求其熱穩(wěn)定性好，受溫度和壓力的影響小。不宜單純的追求摩擦材料的高摩擦系數，應提高對摩擦系數的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數偏離正常值的敏感性的要求。后者對蹄式制動器是非常重要的各種制動器用摩擦材料的摩擦系數的穩(wěn)定值約為，少數可達0.7。一般說來，摩擦系數越高的材料，其耐磨性能越差。所以在制動器設計時，并非一定要追求最高摩擦系數的材料。當前國產的制動摩擦片材料在溫度低于250℃時，保持摩擦系數=0.35~0.4已不成問題。因此，在假設的理想條件下計算制動器的制動力矩，取=0.3可使計算結果接近實際值。另外，在選擇摩擦材料時，應盡量采用減少污染和對人體無害的材料。 3.3.2 盤式制動器的結構參數 1、制動盤直徑D 制動盤直徑D希望盡量大些，這時制動盤的有效半徑得以增大，就可以降低制動鉗的夾緊力，降低摩擦襯塊的單位壓力和工作溫度。但制動盤的直徑D受輪輞直徑的限制，通常，制動盤的直徑D選擇輪輞直徑的70％～79％，而總質量大于2t的汽車應取上限 D=0.33074%=0.24m 取制動盤直徑mm 2、制動盤厚度h 制動盤厚度h直接影響著制動盤質量和工作時的溫升。為使質量不致太大，制動盤厚度應取得適當小些；為了降低制動工作時的溫升，制動盤厚度又不宜過小。實心盤的厚度選擇10mm～20mm，選擇制動盤厚度為h=10mm。 3、摩擦襯塊工作面積A 推薦根據制動器摩擦襯塊單位面積占有的汽車質量在范圍內選取且工作表面的面積僅為制動盤面積的12％～6％，同類車型比較選取面積為60。 4、摩擦襯塊內半徑與外半徑 推薦摩擦襯塊的外半徑與內半徑的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作時摩擦襯塊外緣與內緣的圓周速度相差較大，則其磨損就會不均勻，接觸面積將減小，最終會導致制動力矩變化大。取摩擦襯塊外半徑，內半徑 則摩擦襯塊半徑選取符合要求。 3.4 制動器的設計計算 3.4.1鼓式制動器摩擦片上的制動力矩 在計算鼓式制動器時，必須建立制動蹄對制動鼓的壓緊力與所產生的制動力矩之間的關系。 為計算有一個自由度的制動蹄片上的力矩，在摩擦襯片表面上取一橫向單元面積，并使其位于與軸的交角為處，單元面積為。，其中b為摩擦襯片寬度，R為制動鼓半徑，為單元面積的包角，如圖3.2所示。 圖3.2 支承銷式制動蹄 由制動鼓作用在摩擦襯片單元面積的法向力為： (3.8) 而摩擦力產生的制動力矩為 在由至區(qū)段上積分上式，得 (3.9) 當法向壓力均勻分布時， (3.10) 圖3.3 張開力計算用圖 增勢蹄產生的制動力矩可表達如下： (3.11) 式中:——單元法向力的合力； ——摩擦力的作用半徑(見圖3.3)。 如果已知制動蹄的幾何參數和法向壓力的大小，便可算出蹄的制動力矩。 為了求得力與張開力的關系式，寫出制動蹄上力的平衡方程式： (3.12) 式中：——軸與力的作用線之間的夾角； ——支承反力在工：軸上的投影。 解式(3.8)，得 (3.13) 對于增勢蹄可用下式表示為 (3.14) 對于減勢蹄可類似地表示為 (3.15) 圖3.4 制動力矩計算用圖 為了確定，及，，必須求出法向力N及其分量。如果將(見圖3.4)看作是它投影在軸和軸上分量和的合力，則有： (3.16) 因此對于領蹄： (3.17) 式中：。 考慮到 (3.18) 則有 (3.19) 由于設計和相同，因此和值也近似取相同的。對具有兩蹄的制動器來說，其制動鼓上的制動力矩等于兩蹄摩擦力矩之和，即 （3.20） 由式（3.14）和式（3.15）知 對于液壓驅動的制動器來說，，所需的張開力為 N?m (3.21) 計算蹄式制動器時，必須檢查蹄有無自鎖的可能，由式(3.14)得出自鎖條件。當該式的分母等于零時，蹄自鎖： (3.22) (3.23) 成立，不會自鎖。 由式(3.24)和式(3.29)可求出領蹄表面的最大壓力為： (3.24) = =2.10pa 式中：，，，，，——見圖3.3； ，——見圖3.4； ——摩擦襯片寬度； ——摩擦系數。 因此鼓式制動器參數選取符合設計要求。 3.4.2 盤式制動器制動塊上的制動力矩 盤式制動器的計算用簡圖如圖3.5所示，今假設襯塊的摩擦表面與制動盤接觸良好，且各處的單位壓力分布均勻，則盤式制動器的制動力矩為 　　　　　　　　　　　　 　　　　　　　　　　 （3.25） 式中：　——摩擦系數； N——單側制動塊對制動盤的壓緊力(見圖3.8)； R——作用半徑。 圖3.5 盤式制動器計算用圖 圖3.6 鉗盤式制動器作用半徑計算用圖 對于常見的扇形摩擦襯塊，如果其徑向尺寸不大，取R為平均半徑或有效半徑已足夠精確。如圖3.6所示，平均半徑為 式中 ，——扇形摩擦襯塊的內半徑和外半徑。 根據圖3.6，在任一單元面積只上的摩擦力對制動盤中心的力矩為，式中q為襯塊與制動盤之間的單位面積上的壓力，則單側制動塊作用于制動盤上的制動力矩為 單側襯塊給予制動盤的總摩擦力為 得有效半徑為 令，則有 （3.26） 因，，故。當，，。但當m過小，即扇形的徑向寬度過大，襯塊摩擦表面在不同半徑處的滑磨速度相差太大，磨損將不均勻，因而單位壓力分布將不均勻，則上述計算方法失效。 由求得： N 3.4.3 制動器效能因數 制動器因數又稱為制動器效能因數。其實質是制動器在單位輸入壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩，用于評比不同結構型式的制動器的效能。制動器因數可定義為在制動鼓或制動盤的作用半徑上所產生的摩擦力與輸入力之比，即 （3.27） 式中：——制動器效能因數 ——制動器的摩擦力矩； ——制動鼓或制動盤的作用半徑； ——輸入力，一般取加于兩制動蹄的張開力(或加于兩制動塊的壓緊力)的平均值為輸入力。 對于鼓式制動器，設作用于兩蹄的張開力分別為、，制動鼓內圓柱面半徑即 制動鼓工作半徑為，兩蹄給予制動鼓的摩擦力矩分別為和，則兩蹄的效能因 數即制動蹄因數分別為： （3.28） （3.29） 整個鼓式制動器的制動因數則為 （3.30） 當時，則 （3.31） 蹄與鼓間作用力的分布，其合力的大小、方向及作用點，需要較精確地分析、計算才能確定。今假設在張力P的作用下制動蹄摩擦襯片與鼓之間作用力的合力N如圖3.7所示作用于襯片的B點上。這一法向力引起作用于制動蹄襯片上的摩擦力為為摩擦系數。a，b，c，h，R 及為結構尺寸，如圖3.7所示。 圖3.7 鼓式制動器的簡化受力圖 對領蹄取繞支點A的力矩平衡方程，即 （3.32） 由上式得領蹄的制動蹄因數為 （3.33） 當制動鼓逆轉時，上述制動蹄便又成為從蹄，這時摩擦力的方向與圖3.7所 示相反，用上述分析方法，同樣可得到從蹄繞支點A的力矩平衡方程，即 （3.34） （3.35） 由式(3-33)可知：當趨近于占時，對于某一有限張開力，制動鼓摩擦力 趨于無窮大。這時制動器將自鎖。自鎖效應只是制動蹄襯片摩擦系數和制動器幾何尺 寸的函數。 通過上述對領從蹄式制動器制動蹄因數的分析與計算可以看出，領蹄由于摩擦力 對蹄支點形成的力矩與張開力對蹄支點的力矩同向而使其制動蹄因數值大，而從蹄則 由于這兩種力矩反向而使其制動蹄因數值小。兩者在=0.3～0.35范圍內，當張開力時，相差達3倍之多。就整個鼓式制動器而言，也在不同程度上存在以為表征的效能本身與其穩(wěn)定性之間的矛盾。由于盤式制動器的制動器因數對摩擦系數的導數為常數，因此其效能穩(wěn)定性最好。下面對支承銷式領—從蹄制動器的制動因數進行分析計算。 單個領蹄的制動蹄因數BFTl (3.36) 單個從蹄的制動蹄因數BFT2 (3.37) 以上兩式中： 以上各式中有關結構尺寸參數見圖3.2。 整個制動器因數為 故符合要求。 3.5 摩擦襯片的磨損特性計算 摩擦襯片的磨損，與摩擦副的材質、表面加工情況、溫度、壓力以及相對滑磨速度等多種因素有關，因此在理論上要精確計算磨損性能是困難的。但試驗表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。 汽車的制動過程是將其機械能(動能、勢能)的一部分轉變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了耗散汽車全部動力的任務。此時由于在短時間內熱量來不及逸散到大氣中，致使制動器溫度升高。此即所謂制動器的能量負荷。能量負荷愈大，則襯片的磨損愈嚴重。 制動器的能量負荷常以其比能量耗散率作為評價指標。比能量耗散率又稱為單位功負荷或能量負荷，它表示單位摩擦面積在單位時間內耗散的能量，其單位為W/mm2。 雙軸汽車的單個前輪制動器和單個后輪制動器的比能量耗散率分別為 (3.38) 式中：——汽車回轉質量換算系數； ——汽車總質量； ，——汽車制動初速度與終速度，m/s；計算時總質量3.5t以上的貨車取=18m/s； ——制動減速度，m/s2，計算時取=0.6； ——制動時間，s； Al，A2——前、后制動器襯片的摩擦面積； ——制動力分配系數。 在緊急制動到時，并可近似地認為，則有 (3.39) 鼓式制動器的比能量耗損率以不大于1.8W/mm2為宜，但當制動初速度低于式(3.40)下面所規(guī)定的值時，則允許略大于1.8W/mm2，盤式制動器比能量耗損率以不大于6.0W/mm2為宜。比能量耗散率過高，不僅會加速制動襯片的磨損，而且可能引起制動鼓或盤的龜裂。 W/mm2 W/mm2 因此，符合磨損和熱的性能指標要求。 3.6 制動器的熱容量和溫升的核算 應核算制動器的熱容量和溫升是否滿足如下條件 (3.40) 式中：——各制動鼓的總質量； ——與各制動鼓相連的受熱金屬件(如輪轂、輪輻、輪輞等)的總質量； ——制動鼓材料的比熱容，對鑄鐵c=482 J/（kg?K），對鋁合金c=880 J/（kg?K）； ——與制動鼓(盤)相連的受熱金屬件的比熱容； ——制動鼓(盤)的溫升(一次由=30km/h到完全停車的強烈制溫升不應超過15℃)； L——滿載汽車制動時由動能轉變的熱能，因制動過程迅速，可以認為制動產生的熱能全部為前、后制動器所吸收，并按前、后軸制動力的分配比率分配給前、后制動器，即 (3.41) 式中 ——滿載汽車總質量； ——汽車制動時的初速度； ——汽車制動器制動力分配系數。 盤式制動器： 鼓式制動器： 由以上計算校核可知符合熱容量和溫升的要求。 3.7 駐車制動計算 圖3.8為汽車在上坡路上停駐時的受力情況，由此可得出汽車上坡停駐時的后軸車輪的附著力為： (3.42) 同樣可求出汽車下坡停駐時的后軸車輪的附著力為： (3.43) 圖3.8 汽車在坡路上停駐時的受力簡圖 根據后軸車輪附著力與制動力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐時的坡度極限傾角，，即由 (3.44) 求得汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為 (3.45) 汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為 (3.46) 一般對輕型貨車要求不應小于16%~20%，汽車列車的最大停駐坡度約為12％左右。 為了使汽車能在接近于由上式確定的坡度為的坡路上停駐，則應使后軸上的駐車制動力矩接近于由所確定的極限值 (因)，并保證在下坡路上能停駐的坡度不小于法規(guī)規(guī)定值。 單個后輪駐車制動器的制動上限為 N?m 3.8 制動器主要零件的結構設計 3.8.1 制動鼓 制動鼓應具有非常好的剛性和大的熱容量，制動時溫升不應超過極限值。制動鼓材料應與摩擦襯片相匹配，以保證具有高的摩擦系數并使工作表面磨損均勻。 制動鼓相對于輪轂的對中是圓柱表面的配合來定位，并在兩者裝配緊固后精加工制動鼓內工作表面，以保證兩者的軸線重合。兩者裝配后還需進行動平衡。其許用不平衡度對轎車為15N?cm～20 N?cm；對貨車為30 N?cm～40 N?cm。微型轎車要求其制動鼓工作表面的圓度和同軸度公差＜0.03mm，徑向跳動量≤0.05mm，靜不平衡度≤1.5N.cm。 制動鼓壁厚的選取主要是從其剛度和強度方面考慮。壁厚取大些也有利于增大其熱容量，但試驗表明，壁厚由ll mm增至20 mm時，摩擦表面的平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動鼓的壁厚：轎車為7mm～12mm；中、重型載貨汽車為13mm～18mm。制動鼓在閉口一側外緣可開小孔，用于檢查制動器間隙。本次設計采用的材料是灰鑄鐵HT200厚為8mm。 3.8.2 制動蹄 轎車和輕型、微型貨車的制動蹄廣泛采用T型鋼輾壓或鋼板沖壓—焊接制成；大噸位貨車的制動蹄則多用鑄鐵、鑄鋼或鑄鋁合金制成。制動蹄的斷面形狀和尺寸應保證其剛度好，但小型車鋼板制的制動蹄腹板上有時開有一、兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動蹄摩擦襯片與鼓之間的接觸壓力均勻，因而使襯片磨損較為均勻，并減少制動時的尖叫聲。重型汽車制動蹄的斷面有工字形、山字形和Ⅱ字形幾種。制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為3—5mm；貨車的約為5～8mm。摩擦襯片的厚度，轎車多用4.5～5mm；貨車多在8mm以上。襯片可以鉚接或粘接在制動蹄上，粘接的允許其磨損厚度較大，但不易更換襯片；鉚接的噪聲較小。 因此，本設計制動蹄采用熱軋45號鋼鋼板沖壓—焊接制成，制動蹄腹板和翼緣的厚度分別取5mm和4mm。 3.8.3 制動底板 制動底板是除制動鼓外制動器各零件的安裝基體，應保證各安裝零件相互間的正確位置。制動底板承受著制動器工作時的制動反力矩，故應有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓成形的制動底板都具有凹凸起伏的形狀。剛度不足會導致制動力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。 因此，本設計制動底板采用熱軋45號鋼鋼板沖壓成形，制動底板的厚度取3mm。 3.8.4 制動蹄的支承 二自由度制動蹄的支承，結構簡單，并能使制動蹄相對制動鼓自行定位。為了使具有支承銷的一個自由度的制動蹄的工作表面與制動鼓的工作表面同軸心，應使支承位置可調。例如采用偏心支承銷或偏心輪。支承銷由45號鋼制造并高頻淬火。其支座為可鍛鑄鐵(KTH 370—12)或球墨鑄鐵(QT 400—18)件。青銅偏心輪可保持制動蹄腹板上的支承孔的完好性并防止這些零件的腐蝕磨損。 具有長支承銷的支承能可靠地保持制動蹄的正確安裝位置，避免側向偏擺。有時在制動底板上附加一壓緊裝置，使制動蹄中部靠向制動底板，而在輪缸活塞頂塊上或在張開機構調整推桿端部開槽供制動蹄腹板張開端插入，以保持制動蹄的正確位置。 本設計為了使具有支承銷的一個自由度的制動蹄的工作表面與制動鼓的工作表面同軸心，采用支承銷。 3.8.5 制動輪缸 是液壓制動系采用的活塞式制動蹄張開機構，其結構簡單，在車輪制動器中布置方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。其缸筒為通孔，需搪磨?；钊射X合金制造?；钊舛藟河袖撝频拈_槽頂塊，以支承插入槽中的制動蹄腹板端部或端部接頭。輪缸的工作腔由裝在活塞上的橡膠密封圈或靠在活塞內端面處的橡膠皮碗密封。多數制動輪缸有兩個等直徑活塞；少數有四個等直徑活塞；雙領蹄式制動器的兩蹄則各用一個單活塞制動輪缸推動。由于采用的是領從蹄式的制動器，缸體材料采用HT250的鑄鐵，兩個活塞推動。 3.8.6 制動盤 制動盤一般由珠光體灰鑄鐵制成，其結構形狀有平板形和禮帽形兩種。后一種的圓柱部分長度取決于布置尺寸。為了改善冷卻，有的鉗盤式制動器的制動盤鑄成中間有徑向通風槽的雙層盤，可大大增加散熱面積，但盤的整體厚度較大。制動盤的工作表面應光滑平整。兩側表面不平行度不應大于 0.008mm，并且盤面擺差不應大于 0.1mm。本設計制動盤厚度10mm且考慮為經濟車型選用實心盤。 3.8.7 制動鉗 制動鉗由可鍛鑄鐵 K TH370—12 或球墨鑄鐵 QT400—18 制造， 也有用輕合金制造的，可做成整體的，也可做成兩個由螺栓連接。其外緣留有開口，以便不必拆下制動鉗便可檢查或更換制動塊。制動鉗體應有高的強度和剛度。一般多在鉗體中加工出制動油缸，也有將單獨制造的油缸裝嵌入鉗體中的。為了減少傳給制動液的熱量，多將杯形活塞的開口端頂靠制動塊的背板?；钊设T鋁合金或鋼制造。為了提高耐磨損性能，活塞的工作表面進行鍍鉻處理。 3.8.8 制動塊 制動塊由背板和摩擦襯塊構成，兩者直接壓嵌在一起。襯塊多為扇面形，也有矩 形、正方形或長圓形的?；钊麘軌鹤”M量多的制動塊面積，以免